Vibration reduction method and device of shearer inertial measurement unit
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摘要:
惯性传感器以其鲜明的优点，已成为目前采煤机姿态测量及井下自主导航研究和应用的热点。针对惯性传感器在实际应用中因受采煤机强振动干扰，存在测量稳定性差和精度低等问题，研制了一种金属弹簧-可调摩擦阻尼三向减振装置。首先，介绍了惯性传感器种类和基于惯性传感器的采煤机姿态测量方法。分析MG500/1180WD滚筒式采煤机截割煤层时的振动加速度数据，得到其X、Y、Z三方向主振频率为0～30 Hz，三方向振动加速度范围分别为1～2、0.15～0.20、2～4 m/s2；其次，基于采煤机振动特性，提出了金属弹簧-可调摩擦阻尼单向减振器力学模型，建立了模型传递率方程。结合直线导轨机构设计了金属弹簧−可调摩擦阻尼三向减振装置。采用SolidWorks Motion建立了减振装置的仿真模型，通过仿真分析确定了减振装置的主要参数。最后，对减振装置进行了振动传递率仿真分析和试验测试，并使用惯性传感器验证其减振效果。仿真分析表明：在符合采煤机振动频率范围和振动加速度范围的振动条件下，设置减振装置可调摩擦阻尼为摩擦阻尼最大参考值的0.25～0.5倍，可得到较低的共振放大倍数和较低的振动传递率。试验结果表明：减振装置三方向的共振放大倍数低于4倍，10～30 Hz频率范围的激振下，平均振动传递率维持在45%以下。增加减振装置后可有效降低惯性传感器测量数据的波动量，三方向传感器姿态角标准差平均下降率分别为78.36%、36.96%、66.51%，具有明显的减振作用。
Abstract:Inertial sensor has become a hot spot in the research and application of shearer attitude measurement and underground autonomous navigation due to its distinct advantages. The inertial sensor is disturbed by the strong vibration of the shearer in practical application, and has the problems of poor measurement stability and low accuracy. A metal spring-adjustable friction damping three-way vibration damping device is developed to solve the above problems. Firstly, the types of inertial sensors and the attitude measurement method of shearers based on inertial sensors are introduced. The data of vibration acceleration of MG500/1180WD drum shearer when cutting coal seam are analyzed, the main vibration frequency inX,YandZdirections is 0-30 Hz, and the three-direction vibration acceleration ranges are 1-2 m/s2, 0.15-0.2 m/s2 and 2-4 m/s2, respectively. Secondly, based on the vibration characteristics of the shearer, the mechanical model of the metal spring-adjustable friction damping one-way vibration damper is proposed, and the model transmissibility equation is established. Combined with the linear guide mechanism, a metal spring-adjustable friction damping three-way vibration damping device is designed. SolidWorks Motion is used to establish the simulation model of the vibration reduction device, and the main parameters of the vibration reduction device are determined by the simulation analysis. Finally, the vibration transmittance simulation analysis and experimental test of the vibration isolation device are carried out, and the effect of vibration reduction is verified by using the inertial sensor. The simulation analysis shows that under the vibration conditions that conform to the vibration frequency range and vibration acceleration range of the shearer, the adjustable friction damping of the vibration damper is 0.25-0.5 times of the maximum reference value of the friction damping, and the lower resonance amplification times and the lower vibration transmission rate can be obtained. The experimental results show that the resonance amplification of the vibration damping device in three directions is less than 4 times. Under the excitation of 10-30Hz frequency range, the average vibration transmission rate remains below 45%. Adding vibration damping device can effectively reduce the fluctuation of the measured data of the inertial measuring unit. The average drop rate of attitude angle standard deviation of the three-direction sensors is 78.36%, 36.96% and 66.51% respectively, which has obvious vibration damping effect.
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Keywords:
- vibration /
- shearer /
- inertial sensor /
- shock absorber
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0. 引 言
对旋风机作为矿井广泛使用的主通风设备，其在小流量工况运行时极易出现旋转失速乃至喘振等失稳现象，严重影响其安全运行[1-2]。两级动叶之间的轴向间距作为对旋风机的重要结构参数，不仅与其效率、全压等性能参数密切相关，而且对对旋风机运行的稳定性也具有重要影响[3-4]。
大量研究表明，失速起始扰动具有2种典型的类型，一种是发展速度相对较慢、线性的大尺度模态型；另一种是发展速度相对较快、非线性的小尺度突尖型。MOORE和GREITZER[5]从系统稳定性的角度出发建立了压缩系统稳定性模型，该模型模拟得到压气机旋转失速起始的模态波，并认为压气机的旋转失速是由模态波引起的。VO等[6]提出了“突尖型”失速起始扰动出现的先决条件，即叶顶泄漏流发生前缘溢流和尾缘反流。然而，由于压气机、风机设计的多样性，现有文献中也常出现不同于模态波型和突尖波型的失速起始扰动类型。DELL’ERA等[7]发现了一种不同于模态波和突尖波的压气机叶根失速起始扰动，且其类型随工作转速不同而改变。YAMADA等[8]在所研究的压气机中发现，失速是从轮毂侧的分离开始的，随着分离范围的增长，逐步发展为旋转失速。李思敏等[9]、潘天宇等[10]在一台低速轴流压气机上，发现了特征为低频、轴对称、首发于叶根区域且其形成的失速团以较低转速沿周向旋转的失速起始扰动，称其为“局部喘振”。武文倩等[11]在实验中发现了起始于叶根的新型压气机失速起始形式，并通过数值方法对该压气机进行了研究，结果表明，静子叶根区域首先形成堵塞区，验证了失速起始扰动起源于叶根区域。XU等[12]研究了不同轴向间距下的压力损失分布，结果表明：当轴向间距减小时，静子的入射角减小，吸力侧的流动分离得到抑制，从而提高了升压能力。李传鹏等[13]发现轴向间距对压气机失速点流量影响显著，转子与静子轴向距离减小时，压气机失速推迟，并且压气机进入旋转失速的方式与轴向间距有关，轴向间距较大时，压气机进入多涡团全叶高旋转失速。HEWKIN-SMITH等[14]、杜鹃等[15]研究了压气机失速过程中叶顶间隙泄漏流前移的动力学机制，结果表明随着压气机的节流，叶顶泄漏流与主流的轴向动量比逐渐增大，从而推动压气机进入失速状态。JIANG等[16]和强冠杰等[17]研究了轮毂角区径向涡流与叶顶泄漏流相互作用引发叶顶失速的发生机制。总之，轴流压气机在不同设计或工作条件下的失速起始扰动类型、起始位置、发展及传播过程都存在显著差异。
通过数值模拟研究不同轴向间距下对旋风机的失速起始及其发展过程，揭示轴向间距对失速起始及其发展过程的影响规律，对于优化对旋风机结构及提高其运行稳定性具有重要意义。
1. 几何模型与网格划分
以FBCDZ-10-No20型对旋风机(下文简称风机)为对象，其设计工况流量为75 m3/s，前、后级叶片数分别为19、17，叶顶间隙为2 mm，两级转子额定转速为980 r/min，图1为其结构简图。
图2为5种轴向间距下风机全压效率随网格数的变化情况。当网格总数达到650万时，全压效率已基本保持不变，因此4种间距下整体计算域采用的网格数均为650万左右。
2. 数值模拟方法
2.1 数值计算方法
采用能够精准预测逆压梯度流动的SST（shear stress transport）k-ω湍流模型[18]，非定常计算采用隐式双时间步推进法，时间步长设为0.000 3 s，即在一个时间步内叶轮转过1.8°。
2.2 边界条件设置
数值模拟计算域以集流器入口、扩散器出口为入、出口边界，入口边界设置为总压入口，相对总压值为0；出口边界为静压出口；进气方式为轴向均匀进气；所有壁面均设为无滑移边界；计算过程中，通过逐步提升背压的方式逼近失速点。
2.3 监测点布置
为更好地了解风机叶轮内部的压力脉动情况，在后级叶轮通道内部设置压力监测点M1、M2、M3，布置方式如图3所示，M1、M2、M3分别位于10%、50%、90%叶高处。
3. 模拟结果分析
3.1 轴向间距对风机性能的影响
图4为5种轴向间距下的风机特性曲线。可以看出，随着轴向间距的增大，风机的失速临界流量逐渐增大，稳定运行范围逐渐缩小。根据计算结果及文献[6，10]，将5种不同轴向间距下的失速类型分为2类，一类是70、100、140 mm下的突尖型失速起始扰动；另一类是170、200 mm下的局部喘振型失速起始扰动。为此，选取了具有代表性的间距(70、170 mm)，用来揭示不同轴向间距时的失速起始扰动类型和失速发展过程。选取70 mm轴向间距是因为其为该型对旋风机的设计轴向间距，且其失速临界流量最小，失速裕度最大；选取170 mm轴向间距是由于当轴向间距增至170 mm后，失速临界流量已基本维持不变。另外，在相对合理的轴向间距范围内，2种间距下的失速临界流量相差最大且其涵盖了所出现的失速起始扰动类型。
3.2 轴向间距为170 mm时风机的失速过程分析
3.2.1 失速起始扰动的产生
角区分离通常是指在叶片吸力面尾缘和轮毂相连接的角区内出现的大面积分离、回流现象。图5为近失速阶段两级叶轮在叶高5%、95%处的速度矢量图，图6给出了近失速阶段两级叶轮的流线和不同叶高环面的静熵分布。由图5a和图6可知，随着出口背压的提高，后级叶轮的叶根吸力面尾缘区域首先出现失速起始扰动，并伴有角区分离，这种分离会造成低能流体在叶根区域聚集，而后在逆压梯度及离心力的作用下，形成沿吸力面尾缘上升的径向涡流，从而使叶根出现高熵区；前级叶片通道内的流动状态良好。由图5b和图6可知，两级的叶顶区域都未出现明显的流动分离现象。
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图 5 近失速工况两级叶轮的速度矢量Figure 5. The velocity vectors distribution of two-stage impellers under near stall condition![]()
图 6 两级叶轮流线和不同叶高环面静熵分布Figure 6. The streamline distribution of the two-stage impellers and static entropy distribution of the different blade height sections3.2.2 失速起始扰动的发展
图7为失速发展过程中不同时刻后级叶轮z=1.55 m(50%轴向弦长)截面处的静熵云图。失速涡团的整个发展过程历经约300个时间步，即0.09 s，并以出现失速起始扰动的时刻作为起始时刻。由图7a可见，设计流量下，后级叶片通道内流动良好，仅在叶顶存在因泄漏流引起的局部高熵区域。由图7b可见，后级叶根吸力面的径向涡流整体增强，从而引起叶根的高熵区扩大，各叶片通道内高熵区域的分布基本一致。由图7c可见，径向涡流在压力梯度和离心力的作用下进一步向叶顶迁移，此时堵塞区已沿径向延伸至各通道40%叶高处。由图7d—图7e可见，随着失速过程的发展，高熵区域沿周向呈现出明显的分布规律，即分散在各个通道内的径向涡流逐渐向某几个叶片通道聚集并增强，高熵区域沿径向自叶根扩展至80%叶高处，此时失速涡团已见雏形。由图7e—图7h可见，在风机进入完全失速过程中，失速涡团雏形在沿周向旋转过程中不断卷吸各通道内由角区分离产生的低能流体，从而形成成熟的失速涡团。
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图 7 失速发展过程中不同时刻后级叶轮的静熵分布Figure 7. Static entropy distribution of the rear-stage impeller developed from design conditions to full stall conditions3.2.3 失速涡团沿后级转向的传播规律
图8为完全失速阶段两级叶轮在不同时刻5%叶高处的轴向速度分布，以图7中成熟失速涡团的形成时刻0.09 s作为图8的起始时刻。因为风机的进气方向与z轴正方向相反，所以轴向反流区域的速度为正值。可见，成熟的失速涡团占据约2个叶片通道，为单涡团失速，其运动方向与后级叶轮的旋转方向相同，其旋转一周耗时0.18 s，而后级叶轮旋转周期仅需0.06 s，即失速涡团的转速约为后级叶轮转速的33.3%。失速涡团沿周向的传播机制与二维Emmons[19]模型类似，即进入失速的通道流动迅速恶化，退出失速的通道流动得到改善。
3.2.4 失速涡团的轴向传播规律
图9为完全失速阶段不同叶高环面的湍动能分布。沿轴向失速涡团扰动并未向前级叶轮区域传播而是限于后级叶轮和级间通道内，这是由于上游尾迹的干扰作用，抑制了失速涡团扰动向上游的传播；但其对于后级叶轮下游区域的影响范围较大，在5%叶高环面的下游4倍弦长处依然存在较大的高湍动能区。随着叶高的增加，失速涡团对于后级叶轮下游区域的影响范围变小，强度减弱。
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图 9 完全失速阶段不同叶高环面的湍动能分布Figure 9. Turbulent kinetic energy distribution of the different blade height sections under full stall conditions3.2.5 失速涡团的径向传播规律
图10为完全失速阶段两级叶轮在同一时刻不同叶高处的轴向速度云图。由图10a—图10e可见，因径向涡流引起的两级区域的轴向反流面积随叶高的增加，逐渐减小，在90%叶高处达到最小，仅占距一个叶片通道，轴向反流的强度也最弱。由图10e—图10f可见，此时由径向涡流引起的轴向反流面积已经很小，而由叶顶泄漏涡引起的反流面积却在不断扩大，2种不同成因的反流区在90%以上的某一叶高处汇合，形成全叶高失速涡团。
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图 10 不同叶高截面的轴向速度分布Figure 10. Velocity w distribution of the different blade height sections为分析径向涡流和叶顶泄漏流相互作用的规律，图11给出完全失速阶段后级叶轮叶片通道的流线分布。如图10中a区域所示，叶根区域的径向涡流速度较低，扭曲变形严重，但其影响范围较小，聚集于叶片吸力面的尾缘附近；如图11中b区域所示，当径向涡流到达叶顶区域后，其速度有所提高，影响范围扩大，并在逆压梯度的作用下出现轴向反流，堵塞后级叶轮通道的下游区域。由特性曲线分析易知，风机在轴向间距为170 mm时更易发生失速，原因可能在于径向涡流从叶根区域向叶顶区域迁移的过程中堵塞了叶根及后级叶顶的下游区域，从而使叶顶泄漏流无法随通道主流向下游流动，而是演化为叶顶泄漏涡，堵塞叶顶通道，使失速提前发生。
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图 11 完全失速阶段叶片通道内的流线Figure 11. The streamline distribution of the blade channel under full stall conditions3.2.6 旋转失速过程中径向监测点的压力信号
前文已对170 mm轴向间距下风机失速过程的流场结构进行分析，图12进一步给出风机在失速过程中后级叶轮监测点所监测到的动态压力信号，图中横坐标表示失速过程所对应的时间，第0 s表示失速起始时刻。为使压力信号便于观察，将M2、M3在M1的基础上分别向上平移2 000、4 000个单位。由图可知，从失速起始扰动发展为成熟失速涡团所需时间约0.09 s，与图7中失速起始扰动发展时间一致；另外，由图中M1点的压力脉动情况可得，失速团的转速约为后级叶轮转子转速的33.3%，与图8所得转速一致。从径向上看，M1、M2、M3能够同时监测到失速涡团的存在，说明该失速涡团为全叶高失速涡团。无论是失速起始阶段还是完全失速阶段，风机内部的压力脉动程度均是随着叶高的增加逐渐减弱，这是由于失速起始扰动及失速涡团均是在叶根区域产生并逐渐向叶顶区域发展。由图12结合图5a和图7b可以推断，轴向间距为170 mm时，风机失速起始扰动的类型为“局部喘振型”，其符合潘天宇等[7]提出的失速起始扰动特征。
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图 12 后级叶轮内监测点的压力脉动时域Figure 12. Pressure fluctuation time domain diagram of monitoring points of the rear-stage impeller3.3 两种轴向间距失速起始及其发展过程的对比
图13给出近失速阶段70 mm轴向间距下两级叶轮不同叶高处的速度矢量分布，由图13b可知，随着出口背压的提高，前级的叶顶区域首先出现失速起始扰动，并伴有前缘溢流和尾缘反流，而后级叶片通道内的流动良好。由图13a可知，两级叶轮叶根区域均未见明显的分离现象。结合文献[20]，轴向间距为70 mm时，风机的失速起始扰动为“突尖型”，符合VO等[4]提出的失速起始扰动特征，这明显不同于轴向间距为170 mm的情况。
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图 13 轴向间距为70 mm时不同叶高截面的速度矢量Figure 13. The velocity distribution of different blade height sections under the axial spacing of 70 mm图14—图15为70 mm轴向间距下两级静熵及湍动能分布。由图14可知，在失速发展阶段，两级的叶顶区域产生了整周的失速扰动，随着失速的发展，失速扰动也未能在某几个叶片通道内聚集，而是被冲散在各通道的叶顶区域。原因在于当两级动叶轴向间距较小时，在强烈动−动干涉的作用下，叶根区域的边界层分离被抑制，导致叶根分离区减小。在完全失速阶段，两级叶顶区域的扰动强度增大，扰动范围从叶顶沿径向扩展至70%叶高处。叶根的高熵区并未与叶顶的高熵区汇合，因此失速涡团类型属于多团部分叶高失速，这明显不同于风机在170 mm轴向间距下的失速涡团类型。由图15结合文献[20]可知，在70 mm轴向间距下，失速涡团先后在两级叶顶区域产生，前级产生的失速涡团可传播至前级叶轮的上游区域，导致上游1倍弦长内出现沿整周分布的高湍动能区，而后级产生的失速涡团对叶轮下游的影响范围较小，仅在叶轮尾缘附近存在高湍动能区。另外，受两级叶轮失速涡团的影响，两级叶轮之间也出现了高湍动能区。
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图 14 轴向间距为70 mm时两级叶轮的静熵分布Figure 14. The static entropy distribution of the two-stage impellers under the axial spacing of 70 mm![]()
图 15 轴向间距为70 mm时不同叶高环面的湍动能分布Figure 15. Turbulent kinetic energy distribution of the different blade height sections under the axial spacing of 70 mm4. 结 论
1）2种轴向间距下的失速起始及其发展过程具有显著差异，失速起始的流量也明显不同。与轴向间距为70 mm时相比，当风机轴向间距为170 mm时，在更大的流量下即开始发生失速。
2）失速起始扰动的首发位置、类型及流动特征具有明显不同。当轴向间距为70 mm时，风机的失速起始扰动类型为“突尖型”，其首发于前级叶轮的叶顶区域，并出现前缘溢流和尾缘反流现象；当轴向间距为170 mm时，风机的失速起始扰动类型为“局部喘振型”，其首发于后级叶轮叶根吸力面的尾缘区域，并出现角区分离现象。
3）不同轴向间距是通过改变叶顶泄漏流的轴向动量及叶片吸力面径向涡流的强度来影响失速发展过程的。当轴向间距为70 mm时，失速涡团由叶顶泄漏流发展而来；而当轴向间距为170 mm时，失速涡团则是由叶片吸力面径向涡流发展而来。
4）在完全失速阶段，轴向间距对于失速涡团沿轴向、径向及周向的传播都具有显著影响。当轴向间距为70 mm时，失速涡团先后在两级叶轮内产生，沿周向分散于各叶片通道的叶顶区域，沿轴向向上、下游传播，沿径向表现为部分叶高失速；而当轴向间距为170 mm时，失速涡团由后级叶轮产生的径向涡流沿周向聚集而成，其转速为后级叶轮转速的33.3%，沿轴向传播范围也限于后级叶轮区域，沿径向表现为全叶高失速。
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图 1 采煤机主要组成与姿态测量示意
Figure 1. Schematic diagram of main composition and attitude measurement of shearer
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图 2 单向减振器力学模型
$ f(t) $—外界输入位移信号；$ g(t) $—单向减振器输出位移信号；$ m $—簧载质量，kg；$ k $—弹簧弹性系数，N/m；${F_{\mathrm{c}}}$—可调摩擦阻尼器的摩擦阻尼，N
Figure 2. Mechanical model of unidirectional vibration damper
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图 3 可调摩擦阻尼器组成与原理
Figure 3. Composition and schematic diagram of adjustable friction damper
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图 4 三向减振装置结构模型
1—惯性传感器安装板；2—限位器；3—减振装置外壳；4—X向承载板；5—X向可调摩擦阻尼机构；6—X向导轨机构；7—X向减振弹簧机构；8—Y向导轨机构；9—Y向减振弹簧机构；10—Y向可调摩擦阻尼机构；11—Y向承载板；12—Z向导轨机构；13—Z向承载板；14—Z向可调摩擦阻尼机构；15—Z向减振弹簧机构
Figure 4. Structural model diagram of three-way vibration damping device
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图 9 减振装置与试验平台
1—DH5902数据采集分析系统；2—DH1301信号发生器；3—惯性传感器；4—减振装置；5—DH187加速度传感器；6—水平振动台；7—DH40020电磁激振器；8—垂直振动台
Figure 9. Damping device and experimental platform
表 1 MG500/1180WD采煤机三方向振动参数
Table 1 Three-direction vibration parameters of MG500/1180WD shearer
采煤机振动方向 振动加速度范围/(m·s–2) 主振频率/Hz 牵引方向(X向) 1.00～2.00 11.23 截深方向(Y向) 0.15～0.20 11.57 垂直方向(Z向) 2.00～4.00 10.64 
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表 2 三向减振装置主要参数
Table 2 Main parameters of three-way damping device
减振装
置方向簧载质量/
kg弹性系数/
(N·mm–1)固有频率/
Hz摩擦阻尼
最大参考值/NX向 0.372 0.100 2.610 0.372 Y向 0.475 0.200 3.270 0.095 Z向 0.843 0.400 3.470 1.686
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表 3 摩擦阻尼值设定
Table 3 Friction damping value setting
激振方向 摩擦阻尼Fc/N A组 B组 C组 X向 0.063 0.125 0.375 Y向 0.013 0.036 0.100 Z向 0.250 0.625 1.750
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表 4 共振放大倍数与平均传递率
Table 4 Resonance amplification and average transmittance
激振方向 共振放大倍数 10～30 Hz平均传递率/% A组 B组 C组 A组 B组 C组 X向 6.019 3.105 1.000 24.44 45.29 102.45 Y向 8.522 5.951 1.000 21.91 57.29 99.19 Z向 7.136 3.383 1.000 22.84 49.48 100.55
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表 5 摩擦阻尼值设定
Table 5 Friction damping value setting
激振方向 摩擦阻尼Fc/N A组 B组 C组 X向 0.000 0.104 0.310 Y向 0.000 0.045 0.082 Z向 0.000 0.756 1.258
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表 6 共振放大倍数与平均传递率
Table 6 Resonance amplification and average transmittance
激振方向 共振放大倍数 10～30 Hz平均传递率/% A组 B组 C组 A组 B组 C组 X向 5.066 3.790 1.577 14.33 27.94 46.97 Y向 3.965 3.312 1.674 37.85 43.99 58.39 Z向 3.283 2.237 1.200 24.40 39.50 71.64
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表 7 姿态角标准差与下降率
Table 7 Attitude angle standard deviation and descent rate
激振方向 姿态角 $ {S_{\mathrm{t}}} $/(°) $ {V_{\mathrm{i}}} $/(°) $ {A_{\mathrm{b}}} $/(°) $ {D_{\mathrm{e}}} $/% $ {D_{{\mathrm{ev}}}} $/% X向 α 0.007 0.325 0.024 94.55 78.36 β 0.010 0.028 0.015 70.95 γ 0.035 0.053 0.041 69.57 Y向 α 0.007 0.009 0.009 2.44 36.96 β 0.009 0.096 0.048 55.48 γ 0.041 0.050 0.045 52.95 Z向 α 0.008 0.010 0.008 65.74 66.51 β 0.010 0.014 0.012 40.69 γ 0.040 0.080 0.043 93.10
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[1] 王国法,杜毅博,徐亚军,等. 中国煤炭开采技术及装备50年发展与创新实践−纪念《煤炭科学技术》创刊50周年[J]. 煤炭科学技术,2023,51(1):1−18. WANG Guofa,DU Yibo,XU Yajun,et al. Development and innovation practice of China coal mining technology and equipment for 50 years: Commemorate the 50th anniversary of the publication of Coal Science and Technology[J]. Coal Science and Technology,2023,51(1):1−18.
[2] 王国法,任怀伟,庞义辉,等. 煤矿智能化(初级阶段)技术体系研究与工程进展[J]. 煤炭科学技术,2020,48(7):1−27. WANG Guofa,REN Huaiwei,PANG Yihui,et al. Research and engineering progress of intelligent coal mine technical system in early stages[J]. Coal Science and Technology,2020,48(7):1−27.
[3] 王国法,徐亚军,张金虎,等. 煤矿智能化开采新进展[J]. 煤炭科学技术,2021,49(1):1−10. WANG Guofa,XU Yajun,ZHANG Jinghu,et al. New development of intelligent mining in coal mines[J]. Coal Science and Technology,2021,49(1):1−10.
[4] 任怀伟,赵国瑞,周 杰,等. 智能开采装备全位姿测量及虚拟仿真控制技术[J]. 煤炭学报,2020,45(3):956−971. REN Huaiwei,ZHAO Guorui,ZHOU Jie,et al. Key technologies of all position and orientation monitoring and virtual simulation and control for smart mining equipment[J]. Journal of China Coal Society,2020,45(3):956−971.
[5] 李 曼,郑思雨,刘浩东,等. 采煤机滚筒高度测量传感器工作环境磁场仿真与屏蔽研究[J]. 煤炭科学技术,2022,50(8):204−209. LI Man,ZHENG Siyu,LIU Haodong,et al. Study on magnetic field simulation and shielding design of shearer drum height measurement sensor working environment[J]. Coal Science and Technology,2022,50(8):204−209.
[6] 崔 耀,叶 壮. 基于5G+云边端协同技术的采煤机智能调高调速 控制系统设计与应用[J]. 煤炭科学技术,2023,51(6):205−216. doi: 10.13199/j.cnki.cst.2022-1017 CUI Yao,YE Zhuang. Research on cloud-edge-terminal collaborative intelligent control of coal shearer based on 5G communication[J]. Coal Science and Technology,2023,51(6):205−216. doi: 10.13199/j.cnki.cst.2022-1017
[7] 葛世荣,郝雪弟,田 凯,等. 采煤机自主导航截割原理及关键技术[J]. 煤炭学报,2021,46(3):774−788. GE Shirong,HAO Xuedi,TIAN Kai,et al. Principle and key technology of autonomous navigation cutting for deep coal seam[J]. Journal of China Coal Society,2021,46(3):774−788.
[8] 吴 刚. 基于捷联惯导的采煤机运行姿态高精度感知理论与技术研究[D]. 徐州:中国矿业大学,2020:73−86. WU Gang. Research on high precision sensing theory and technology of shearer operating attitude based on SINS[D]. Xuzhou:China University of Mining and Technology,2020:73−86.
[9] 杨盛林,芈小龙,王晓丹,等. 基于橡胶等效动态模量的惯导减振装置设计方法[J]. 中国惯性技术学报,2019,27(5):695−700. YANG Shenglin,MI Xiaolong,WANG Xiaodan,et al. A design method of inertial navigation’s damping device based on rubber equivalent dynamic Young’s Modulus[J]. Journal of Chinese Inertial Technology,2019,27(5):695−700.
[10] 王 平,张广鹏,尉飞等. 无人机惯导减振系统设计及其支架拓扑优化[J]. 机械科学与技术,2018,37(11):1744−1749. WANG Ping,ZHANG Guangpeng,WEI Fei,et al. Vibration isolation design and bracket topology optimization for UAV inertial navigation system[J]. Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering,2018,37(11):1744−1749.
[11] 孙丽艳,张 帅,杨 亮,等. MEMS惯性测量单元减振系统仿真分析[J]. 导航与控制,2016,15(2):36−39,35. SUN Liyan,ZHANG Shuai,YANG Liang,et al. Simulation of an isolation system for MEMS inertial measurement unit[J]. Navigation and Control,2016,15(2):36−39,35.
[12] 屈进红,王 明,姜作喜,等. 航空重力仪两级减振系统设计与研究[J]. 振动与冲击,2022,41(11):97−103. QU Jinhong,WANG Ming,JIANG Zuoxi,et al. Design and study of two-stage vibration reduction system of airborne gravimeter[J]. Journal of Vibration and Shock,2022,41(11):97−103.
[13] 罗 华,肖 凯,余 鲲,等. 惯组减振系统设计及试验研究[J]. 压电与声光,2021,43(3):402−405. LUO Hua,XIAO Kai,YU Kun,et al. Design and experimental study on vibration damping system for IMU[J]. Piezoelectrics and Acoustooptics,2021,43(3):402−405.
[14] 黄 帅. 船用惯性导航设备缓冲系统设计[J]. 机床与液压,2021,49(22):133−136. HUANG Shuai. Design of anti-shocking system for marine inertial navigation equipment[J]. Machine Tool and Hydraulics,2021,49(22):133−136.
[15] 李博恒. 地下掘进机惯导设备减振系统设计与实现[D]. 武汉:华中科技大学,2021:57−65. LI Boheng. Design and implementation of vibration isolation system for inertial navigation equipment of underground roadheader[D]. Wuhan:Huazhong University of Science and Technology,2021:57−65.
[16] ZHANG Xiaoli,YAO Guo,ZHANG Yimin. Nonlinear multi body dynamic modeling and vibration analysis of a double drum coal shearer[J]. Journal of Central South University,2021,28(7):2120−2130. doi: 10.1007/s11771-021-4757-z
[17] 赵丽娟,孙国强. 基于双向耦合的采煤机截割部振动特性研究[J]. 机械设计,2021,38(2):29−34. ZHAO Lijuan,SUN Guoqiang. Research on the vibration characteristics of the shearer’s cutting section based on two-way coupling[J]. Journal of Machine Deign,2021,38(2):29−34.
[18] 白杨溪,陈洪月,陈洪岩,等. 多约束条件下采煤机摇臂横向振动分析及试验验证[J]. 工程设计学报,2020,27(6):707−712. BAI Yangxi,CHEN Hongyue,CHEN Hongyan,et al. Analysis and test verification of transverse vibration of shearer rocker arm under multiple constraints[J]. Chinese Journal of Engineering Design,2020,27(6):707−712.
[19] 中国矿业大学. 综采工作面采煤机定位装置及定位方法[P]. 中国:CN201110053172.1,2011-09-14. China University of Mining and Technology. Positioning device and method of shearer in fully mechanized mining face[P]. China:CN201110053172.1,2011-09-14.
[20] 张建文,谭得健,于 江,等. 电牵引采煤机振动特性分析[J]. 煤矿机电,2006(4):35−37. ZHANG Jianwen,TAN Dejian,YU Jiang,et al. Vibration characteristic analysis of electro-haulage shearer[J]. Colliery Mechanical and Electrical Technology,2006(4):35−37.
[21] 吴 含. 不同采高下对MG300/730-WD型采煤机截割部模态的仿真与分析[D]. 阜新:辽宁工程技术大学,2015:13−14. WU Han. Simulation and analysis on MG300/730-WD shearer cutting unit mode under different mining height[D]. Fuxin:Liaoning Technical University,2015:13−14.
[22] 白杨溪,陈洪月,陈洪岩,等. 基于滚筒载荷的采煤机滑靴振动分析及实验验证[J]. 工程设计学报,2021,28(3):358−366. BAI Yangxi,CHEN Hongyue,CHEN Hongyan,et al. Vibration analysis and experimental verification of shearer sliding shoes based on drum load[J]. Chinese Journal of Engineering Design,2021,28(3):358−366.
[23] 杨辛未. 采煤机整机动力学特性研究[D]. 阜新:辽宁工程技术大学,2019:96−100. YANG Xinwei. Dynamic characteristics research of shearer[D]. Fuxin:Liaoning Technical University,2019:96−100.
[24] 陈洪月,白杨溪,毛 君,等. 多激励下采煤机在行走平面内的非线性振动特性分析[J]. 机械设计与研究,2016,32(2):166−170,174. CHEN Hongyue,BAI yangxi,MAO Jun,et al. Nonlinear vibration of shearer in walk plane under multiple excitation[J]. Machine Design and Research,2016,32(2):166−170,174.
[25] 余慧杰,常 维. 干摩擦阻尼隔振系统等效阻尼确定方法[J]. 农业装备与车辆工程,2018,56(9):41−44. YU Huijie,CHANG Wei. Method to obtain equivalent damping of dry friction vibration isolation system[J]. Agricultural Equipment and Vehicle Engineering,2018,56(9):41−44.
[26] 骆 号,陈建松,颜肖龙. GWF型隔振器性能分析与实验验证[J]. 噪声与振动控制,2012,32(4):178−182. LUO Hao,CHEN Jiansong,YAN Xiaolong. Performance analysis and experimental verification of GWF vibration isolator[J]. Noise and Vibration Control,2012,32(4):178−182.
[27] 宁月光,贾新强. 机载惯导系统减振设计[J]. 现代导航,2015,6(6):497−501. NING Yueguang,JIA Xinqiang. Damping design of airborne inertial navigation system[J]. Modern Navigation,2015,6(6):497−501.
[28] LI Man,ZHENG Siyu,LIU Junqi,et al. Improvement of measurement method and design of intelligent sensor for shearer drum height[J]. IEEE Sensors Journal,2022,22(14):13981−13988. doi: 10.1109/JSEN.2022.3181824
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期刊类型引用(3)
1. 陈庆光，石晓杰，李凯伦，徐金. 矿用对旋主通风机周向槽机匣处理扩稳机理研究. 矿业安全与环保. 2024(05): 105-111 . 
百度学术
2. 史勋勋. 煤矿FBDNo8.0型对旋风机计算流体力学特性分析. 机械管理开发. 2024(11): 57-59 . 百度学术
3. 陈永平，刘荣华，陈世强，刘东，李洋溢，王潇. 对旋轴流通风机叶轮内能量传递过程与演变特性. 煤炭科学技术. 2024(11): 356-367 . 本站查看
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